车辆工程毕业设计（论文）-比亚迪F3R手动变速器设计

1、本科学生毕业设计比亚迪F3R车型变速器设计 系部名称： 汽车工程系 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 高级实验师 The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign on transmission of BYD F3R Candidate：Specialty：Vehicle engineeringClass：B07-8Supervisor：Senior Technician. Heilongjiang Institute of Technology 摘 要本文设计研究了三轴式五挡手动变速器。首先，对于变速器的工作原理做了阐述，

2、从传动机构到倒档布置方案都一一做了详细的说明，完成了换挡机构形式和轴承的选择等，特别值得一提的是在倒档的选择和布置上。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处。紧接着对变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，包括了档数、传动比、中心距以及各档齿轮的齿数，并且进行了强度校核，紧接着对一些标准件进行了选型，其中包括同步器、操纵机构、固定件以及密封件等等。最后进行的是齿轮、轴以及轴承的校核，其中齿轮校核包括弯曲强度和接触应力，轴校核包括强度和刚度的计算，轴承校核的那么是其寿命计算，并讲述了变速器中各部件材料的选择。全套图纸，加153893706关键字：变速器；

3、设计；齿轮；轴；校核ABSTRACTThis design of a three-axis five-speed manual transmission. First, the working principle of transmission are described in detail, from the transmission to reverse layout programs are all doing a detailed description, complete the form and bearing of shift the choice of institutions

4、 and so on, is particularly worth mentioning is the reverse of the on the selection and arrangement. Because the role of transmission in low-grade work, a greater force, it is generally low-grade gearbox are arranged near the support at the rear axle. Then each block of the transmission gears and sh

5、afts made a detailed design calculations, including the gears, transmission ratio, center distance and the number of teeth of the gear profile and strength check carried out, followed by a number of standard parts were selected type, including synchronization, control mechanism, fixed fittings and s

6、eals and so on. Finally, the gear, shaft and bearing checking, checking gear which includes bending strength and contact stress, axial strength and rigidity checking, including the calculation of the bearing checking is its life span, and about each transmission component materials of choice. . Keyw

7、ords : Transmission; Design; Gear; Axis;Checking目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc296502055 摘 要 PAGEREF _Toc296502055 h I HYPERLINK l _Toc296502056 ABSTRACT PAGEREF _Toc296502056 h II HYPERLINK l _Toc296502057 第1章 绪 论 PAGEREF _Toc296502057 h 1 HYPERLINK l _Toc296502058 选题的背景 PAGEREF _Toc296502058

8、h 1 HYPERLINK l _Toc296502059 设计目的及意义 PAGEREF _Toc296502059 h 2 HYPERLINK l _Toc296502060 1.3 国内外研究现状 PAGEREF _Toc296502060 h 2 HYPERLINK l _Toc296502061 1.3.1 国内研究现状 PAGEREF _Toc296502061 h 2 HYPERLINK l _Toc296502062 1.3.2 国外研究现状 PAGEREF _Toc296502062 h 3 HYPERLINK l _Toc296502063 1.4 设计主要内容 PAGER

9、EF _Toc296502063 h 3 HYPERLINK l _Toc296502064 第 2 章 变速器总体方案设计 PAGEREF _Toc296502064 h 5 HYPERLINK l _Toc296502065 设计初始数据 PAGEREF _Toc296502065 h 5 HYPERLINK l _Toc296502066 2.2 变速器设计应满足的根本要求 PAGEREF _Toc296502066 h 5 HYPERLINK l _Toc296502067 2.3 传动机构布置方案分析 PAGEREF _Toc296502067 h 6 HYPERLINK l _To

10、c296502068 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 PAGEREF _Toc296502068 h 6 HYPERLINK l _Toc296502069 2.3.2 倒挡布置方案 PAGEREF _Toc296502069 h 6 HYPERLINK l _Toc296502070 2.3.3 其他问题 PAGEREF _Toc296502070 h 7 HYPERLINK l _Toc296502071 各档齿轮位置安排 PAGEREF _Toc296502071 h 7 HYPERLINK l _Toc296502072 变速器齿轮形式与自动脱档分析 PAGEREF _Toc2

11、96502072 h 8 HYPERLINK l _Toc296502073 齿轮形式 PAGEREF _Toc296502073 h 8 HYPERLINK l _Toc296502074 变速器自动脱档分析 PAGEREF _Toc296502074 h 9 HYPERLINK l _Toc296502075 2.6换挡机构形式 PAGEREF _Toc296502075 h 9 HYPERLINK l _Toc296502076 本章小结 PAGEREF _Toc296502076 h 10 HYPERLINK l _Toc296502077 第3章 变速器主要参数设计 PAGEREF

12、_Toc296502077 h 12 HYPERLINK l _Toc296502078 3.1 挡数的选择和确定 PAGEREF _Toc296502078 h 12 HYPERLINK l _Toc296502079 3.2 各档传动比确实定 PAGEREF _Toc296502079 h 12 HYPERLINK l _Toc296502080 主减速器传动比 PAGEREF _Toc296502080 h 12 HYPERLINK l _Toc296502081 最低档传动比计算 PAGEREF _Toc296502081 h 13 HYPERLINK l _Toc296502082

13、3.2.3 各档传动比 PAGEREF _Toc296502082 h 14 HYPERLINK l _Toc296502083 初选中心距 PAGEREF _Toc296502083 h 14 HYPERLINK l _Toc296502084 变速器的外形尺寸 PAGEREF _Toc296502084 h 15 HYPERLINK l _Toc296502085 3.3 齿轮参数计算 PAGEREF _Toc296502085 h 15 HYPERLINK l _Toc296502086 3.3.1 模数的选取 PAGEREF _Toc296502086 h 15 HYPERLINK l

14、 _Toc296502087 3.3.2 齿形、压力角及螺旋角确实定 PAGEREF _Toc296502087 h 15 HYPERLINK l _Toc296502088 3.4 各挡齿轮齿数的分配 PAGEREF _Toc296502088 h 17 HYPERLINK l _Toc296502089 3.4.1 确定一挡齿轮的齿数 PAGEREF _Toc296502089 h 17 HYPERLINK l _Toc296502090 3.4.2 对中心距进行修正 PAGEREF _Toc296502090 h 18 HYPERLINK l _Toc296502091 3.4.3 确定

15、常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 PAGEREF _Toc296502091 h 18 HYPERLINK l _Toc296502093 3.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数 PAGEREF _Toc296502093 h 18 HYPERLINK l _Toc296502094 3.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数 PAGEREF _Toc296502094 h 20 HYPERLINK l _Toc296502095 3.5 本章小结 PAGEREF _Toc296502095 h 21 HYPERLINK l _Toc296502096 第4章 变速器的校核 PAGEREF _To

16、c296502096 h 22 HYPERLINK l _Toc296502097 4.1 齿轮的损坏形式 PAGEREF _Toc296502097 h 22 HYPERLINK l _Toc296502098 齿轮强度计算 PAGEREF _Toc296502098 h 22 HYPERLINK l _Toc296502099 轮齿的弯曲应力 PAGEREF _Toc296502099 h 23 HYPERLINK l _Toc296502100 轮齿的接触应力 PAGEREF _Toc296502100 h 24 HYPERLINK l _Toc296502101 各档齿轮的强度校核 P

17、AGEREF _Toc296502101 h 25 HYPERLINK l _Toc296502102 4.3 轴的结构尺寸设计 PAGEREF _Toc296502102 h 32 HYPERLINK l _Toc296502103 4.4 轴的强度验算 PAGEREF _Toc296502103 h 33 HYPERLINK l _Toc296502104 4.4.1 轴的刚度的计算 PAGEREF _Toc296502104 h 33 HYPERLINK l _Toc296502105 4.4.2 轴的强度的计算 PAGEREF _Toc296502105 h 37 HYPERLINK

18、l _Toc296502106 轴承寿命计算 PAGEREF _Toc296502106 h 40 HYPERLINK l _Toc296502107 4.6 本章小结 PAGEREF _Toc296502107 h 43 HYPERLINK l _Toc296502108 第5章 同步器的选择 PAGEREF _Toc296502108 h 44 HYPERLINK l _Toc296502109 锁销式同步器 PAGEREF _Toc296502109 h 44 HYPERLINK l _Toc296502110 锁环式同步器 PAGEREF _Toc296502110 h 45 HYPE

19、RLINK l _Toc296502111 本章小结 PAGEREF _Toc296502111 h 46 HYPERLINK l _Toc296502112 第6章 变速器操纵机构的选择 PAGEREF _Toc296502112 h 47 HYPERLINK l _Toc296502113 直接操纵手动换挡变速器 PAGEREF _Toc296502113 h 47 HYPERLINK l _Toc296502114 6.1.1 变速操纵杆的布置 PAGEREF _Toc296502114 h 47 HYPERLINK l _Toc296502115 换档锁装置 PAGEREF _Toc2

20、96502115 h 47 HYPERLINK l _Toc296502116 6.2 本章小结 PAGEREF _Toc296502116 h 49 HYPERLINK l _Toc296502117 结 论 PAGEREF _Toc296502117 h 50 HYPERLINK l _Toc296502118 参考文献 PAGEREF _Toc296502118 h 51 HYPERLINK l _Toc296502119 致 谢 PAGEREF _Toc296502119 h 52 HYPERLINK l _Toc296502120 附 录 PAGEREF _Toc296502120

21、h 53第1章 绪 论21世纪，汽车工业成为各国经济开展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。其实，汽车与人一样，也是有着整套健康系统的有机结合体。发动机是心脏，车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接它们的，是类似于人体经脉的变速器系统。如果汽车丧失了变速器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只能如同植物人般成为废铁一堆！可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是汽车上的必需品。在完成了最根本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，这是变速箱演变过程的首要催产素。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。随着汽车工业的不断开展，人们对汽车的性能要求越来

22、越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等很大程度取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的设计。它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档平安装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。众多汽车工程师在改良汽车变速器性能的研究中倾注了大量心血，使变速器技术得到飞速的

23、开展。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离合器、同步器寿命和行车平安性，且保存了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制造、本钱低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现在汽车变速器的开展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向开展。手动变速器即MT，自动变速器包括传统AT、AMT、CVT及DCT。如果按变速结构可分为三类：圆柱齿轮、行星齿轮及锥盘。圆柱齿轮类包括MT、AMT、DCT；行星齿轮类包括传统AT及使用了多片湿式离合器替代液力变矩器的AT。锥盘类包括金属钢带CVT及半环面锥轮无级变速

24、器等。控制技术和电子信息技术的高速开展，使得自动变速器得到快速开展，手动变速器向自动变速器开展的趋势越创造显。新技术的开展一方面仍在不断改善现有变速器的性能。我所要设计的是手动变速器也就是MT。MT的优势是传动效率高及本钱低，但换档复杂。AMT传动效率也高。且具备自动换档功能，但换档冲击性有待解决。1.2 设计目的及意义汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程，其设计的成功与否决定着车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。这就对变速器设计人员提出较高的要求。我们除了要对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析

25、，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。本设计研究根本内容是比亚迪F3R的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有轴的根本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改良、完善，最终完成变速器的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计

26、软件绘制变速器的各零件的零件图，并完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 1.3 国内外研究现状 国内研究现状 改革开放30年来，我国汽车变速器行业随着整车行业的快速开展而不断开展壮大，形成了一批颇具规模的变速器企业。大多数外乡变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，在手动变速器领域,，尤其是在重型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。另外，一些跨国公司独资或合资的变速器企业开始陆续在中国设厂，为满足持续高速增长的中国汽车市场

27、需求作出了非常大的奉献。随着中共十七届五中全会召开，中国政府起草并通过了国家“十二五规划，规划中明确提出，中国迫切需要完成从汽车大国到汽车强国的转变。中国要成为汽车强国，首先要克服自主技术这块短板。而汽车的核心局部动力总成，仍是国内一直没有完全掌握的关键汽车零部件技术之一。目前，在中国乘用车手动变速器市场，国产品牌已占主导地位，随着中国乘用车市场的快速开展，对变速器的要求无论从数量上还是从技术水平上均不断提高，但技术落后严重阻碍着国产品牌变速器企业的开展。虽然现在越来越多的人在买车的时候选择了自动变速器，但是在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因：首先，目前国内企业已经根本掌

28、握对手动变速器的开发，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣2006年中国手动档乘用车共销售354.54万辆，较2005年增长20.54%。2007年19月份，手动档乘用车共销售308.65万辆，同比增长21.70%。在中国乘用车用手动变速器市场中，国产品牌占主导地位，进口量很小，因而随着手动档乘用车销量的快速增长，手动变速器市场也将不断扩大，随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上开展。这就要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小

29、巧紧凑高强度，高刚性方向改良，进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。 国外研究现状国外在手动变速器的研究上开始趋于自动变速器，这是为了节省燃油以及缓解驾驶者在频繁换挡中产生的疲劳感等一系列缺点。据预测，2021年欧洲变速器市场上，配备手动变速器的汽车将占52%，配备自动手动变速器的将占10%，配备无极变速器的将占2%，配备双离合器变速器的将占16%，配备自动变速器的将占20%。,可见手动变速器依然占据着半壁江山，这证实了手动变速器在消费者心中的分量。国外专家指出，新变速器产品还在不断研发的过程中，因此，今后汽车市场的变速器情况可能还会出现一些变化。 目前许多变速器生产企业正在研发一些燃油

30、经济性更好、换挡性能更高的变速器，以满足市场上的多层次需求。例如，某公司正在研制一种传动效率可达92%、换挡性能更好的变速器。1.4 设计主要内容 本次设计的变速器是在原有比亚迪F3R的变速器的根底上，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。1、对变速器传动机构的分析与选择 通过比拟两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。2、变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进

31、行校核。4、轴的根本尺寸计算及强度校核 对于轴的强度计算那么是对轴的刚度和强度分别进行校核。5、轴承的选择与寿命计算 对变速器轴的支撑局部选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。 本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比拟不同方案和方法选取最正确方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改良、完善。第 2 章 变速器总体方案设计 设计初始数据 变速器设计所需的汽车根本参数如表:表2.1 设计根本参

32、数表发动机型号BYD473QB排量1500ml发动机最大功率75kw 最高车速 170km/h 总质量1170kg 最大转矩135 Nm最大功率转速5800 r/min最大扭矩转速4800 r/min 变速器设计应满足的根本要求汽车传动系是汽车的核心组成局部。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的开展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小

33、的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。1正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；2设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；3设置倒挡，使汽车能倒退行驶；4设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；5换挡迅速、省力、方便；6工作可靠；7变速器应有高的工作效率；8变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造本钱低、拆装容易、维修方便等要求。2.3 传动机构布置方案分析2.3.1

34、两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析1两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时那么采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方

35、向与输出轴的传动方向相反。2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 倒挡布置方案常见的倒

36、档布置方案如图2.2所示。图2.2b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2.2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.2d方案对2.2c的缺点做了修改；图2.2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。与前进档位比拟，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，参加一个中间传动齿轮的方案。图2.2 倒档的布置方案综合考虑以上因素，为了换

37、档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.2f所示方案。2.3.3 其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成外表电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1为的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比拟，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，

38、传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。 2.4各档齿轮位置安排各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：1整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2驾驶员的使用习惯 人们习惯于按档的上下顺序，由左到右或由右到左排列来换档。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。从平安角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。3提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在中间轴式变速器中，普遍采用具有直接

39、档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成外表点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。2.5变速器齿轮形式与自动脱档分析齿

40、轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比拟，有运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度图2-2影响齿轮强度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂局部的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求

41、： 式中：花键内径。图2-2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮外表粗糙度数值降低，那么噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的外表粗糙度应在m范围内选用。变速器自动脱档分析自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度缺乏以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1将两接合齿的啮合位置错开，如图2-3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触局部受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄切下，这样，换档后

42、啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2-3b所示。3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角一般倾斜23，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2-3c所示。这种方案比拟有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。a b) c)图2-3防止自动脱挡的机构措施换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员

43、用熟练的操作技术如两脚离合器，时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶平安性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转局部的总惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比拟小，那么换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮

44、合套换挡，并且还能降低制造本钱及减小变速器长度。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶平安性。同上述两种换挡方法比拟，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差异就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比拟有效的方案有以下几种：互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作

45、用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：1互锁销式图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图2.4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图2.4 互锁销式互锁机构2摆动锁块式图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起局部A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的根本要求，

46、对自己的设计也有了一定的标准。然后又对变速器的传动机构和档位的布置形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的根底。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比拟，通过以上比拟合理的选择齿轮形式。分析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法第3章 变速器主要参数设计3.1 挡数的选择和确定在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比

47、比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本设计为5挡变速器。3.2 各档传动比确实定3.2.1主减速器传动比发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 3.1式中 汽车行驶速度km/h； 发动机转速r/min； 车轮滚动半径m； 变速器传动比； 主减速器传动比由上文可知最高车速=170km/h；最高档为超速档，传动比=；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格

48、19/60R15得到=226.5mm；发动机转速=4800r/min；由公式3.1得到主减速器传动比计算公式： 3.2.2最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力加速阻力为零，空气阻力忽略不计。用公式表示如下： 3.2式中 G 车辆总重量N；滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02；发动机最大扭矩Nm；主减速器传动比；变速器传动比；为传动效率0.750.85；R 车轮滚动半径；最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约。由公式3.2得： 3.3：m=4060kg；775m； Nm；g=/s2；，把以上数

49、据代入3.3式：满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： 3.4式中 驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。取0.55，把数据代入3.4式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为4。3.2.3 各档传动比变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为其中n为档位数的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 3.2.4初选中心距初选中

50、心距可根据经验公式计算： 3.5式中 变速器中心距mm； 中心距系数， =；发动机最大输出转距为135Nm；变速器一档传动比为4；变速器传动效率，取96%。9.6=75mm变速器的中心距在60100mm范围内变化。所以根据计算结果，初取A=75m。3.2.5变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参照以下关系式初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考以下数据选用：四档 五档 六档 此变速器为五档，故初选外形尺寸为=270300mm。3.3 齿轮参数计算3.3.1 模数的选取遵循的一般原那么：为

51、了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在t的货车为mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选齿轮模数 =mm 齿轮法向模数 =mm3.3.2 齿形、压力角及

52、螺旋角确实定压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和外表接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20,啮合套或同步器的接合齿压力角用30。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提上下档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同档位齿轮的螺旋角应该是不一

53、样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，那么第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些档位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴那么没有轴向力作用。根据图3-2可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：； ()由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 ()式中，为轴向力，为圆周力，为节圆半径；为中间轴传递的转矩。图3-2中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同

54、等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为 ：2030中间轴式变速器为：22343.4 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。3.4.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 3.9如果，齿数确定了，那么与的传动比可求出，为了求，的齿数，先求其齿数和直齿=2A/m 3.10 斜齿=2A/ 3.11因为一挡用的是斜齿轮，所以=2A/m=55计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些

55、，以便使/的传动比大些，在已定的情况下，/的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。商用车中间轴式变速器一挡传动比=56时，中间轴上一挡齿轮数可在1517间取，货车在1217间取。因为=4取中间轴上一挡齿轮=13 输出轴上一挡齿轮=-=55-13=42根据确定的中心距A求啮合角：得： =故总变位 即为高度变位根据齿数比u= 查得： 那么两齿轮分度圆仍相

56、切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。3.4.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。故修正后中心距A取90mm3.4.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 求出传动比 3.12而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=/2 3.13 75=+/2cos24求得常啮合齿轮齿数为 =25 =31核算 =4 在误差允许范围内故可得齿轮1、2精确的螺旋角为凑配中心距 斜齿端面模数为mm啮合角 高度变位根据齿数比 查得变位系数 故3.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数二挡齿轮是斜齿

57、轮螺旋角与常啮合齿轮不同 3.14 3.15此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足以下关系式： 3.16联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为时，解3.14、3.15得：求得二挡齿轮齿数为 ： 代入上式近似满足轴向力平衡 凑配中心距 正角度变位 斜齿面模数 啮合角 根据齿数比 查得变位系数 选择变位系数线路图同理：三挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距 斜齿端面模数 啮合角 根据齿数比 查得变位系数 五挡齿轮齿数 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距 斜齿端面模数 啮合角 根据齿数比 查得变位系数 3.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒

58、档齿轮的齿数一般在23之间初选 计算输入轴与倒档轴的中心距 设有中心距 圆整后取为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干预，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有mm以上的间隙，故取满足输入轴与中间轴距离假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距：=77.5A且mm故倒档轴与中间轴的中心距3.5 本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和五挡传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸。这些为之后齿轮、轴的设计计算

59、做好了准备。第4章 变速器的校核4.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。1齿轮折断齿轮在啮合过程中，轮齿外表承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到屡次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会

60、逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。3齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率